Балочный кран

Выбираем типоразмер тормоза ТКТ-300.Диаметр тормозного шкива- 300 мм.Номинальный тормозной момент- Мт.н. = 240 Н*м.2.12.Проверка электродвигателя на время его разгонаВ соответствии с указаниями в [1] расчет времени разгона для электродвигателя с фазным ротором не проводится.2.13.Определение коэффициента пусковой перегрузки электродвигателяВ соответствии с указаниями в [1] расчет коэффициента пусковой перегрузки для электродвигателя с фазным ротором не проводится.2.14.Проверка времени торможения механизма подъема грузаПродолжительность срабатывания тормоза проверяют при движении груза вниз. Время торможения определяем по формулегде - приведенный к быстроходному валу маховой момент механизма и груза;где К = 1,25 – коэффициент, учитывающий массы, вращающиеся на отдаленных от электродвигателя валах; = 10,7 Н*м2 – маховый момент ротора электродвигателя; = 16 Н*м – маховый момент муфты, соединяющей вал электродвигателя с редуктором;Vгр = 8 м/мин – скорость подъема груза;Среднее замедление при торможении3.Расчет механизма передвижения мостового крана3.1.Определение диаметра ходовых колес кранаМаксимальное вертикальное усилие, приходящееся на одно ходовое колесо крана определим по формулегде Qкр – масса крана, т;z = 4 – число опорных колес крана;К1=1,1 – коэффициент неравномерности нагружения колес;К2 = 1,1 – коэффициент перегрузки.Массу крана определим по формулеПо усилию подбираем диаметр ходовых колес крана Dк = 320 мм. Диаметр цапфы под подшипник dп = 55 мм.3.2.Определение статического сопротивления передвижению кранаСтатическое сопротивление передвижению крана определим по формулеWст = Wтр + Wу =2,08 + 2,12 = 4,2 кНгде Wтр – сопротивление от сил трения;Wу – сопротивление уклона рельсового пути;Сопротивление от сил трения определим по формулегде f = 0,015 – приведенный коэффициент трения в подшипниках колес; = 0,3 мм – коэффициент трения качения колеса по рельсу;Кр = 1,1 – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивление от скольжения реборд колес по головке рельса при перекосах крана.Сопротивление от уклона рельсового путиWу = α*(Qкр + Qгр ) * g = 0,005*(30,9 + 12,5) * 9,81 = 2,12 кНгде α – продольный уклон рельсового пути.3.3.Определение сил сопротивления передвижению кранас учетом сил инерцииСилы сопротивления движению крана с учетом сил инерции определим по формулеWмакс = Wст + Wин + Wр = 4,2 + 3 + 0,6 = 7,8 кНгде Wин – сила инерции движущихся масс крана и вращающихся масс механизма;Wр – дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.Силу инерции движущихся масс крана и вращающихся масс механизма определим по формулегде = 1,25 – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма;tр = (3…8) с – время разгона.дополнительное сопротивление вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.Дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.3.4. Выбор электродвигателя для механизма передвижения кранаПотребная статическая мощность электродвигателя механизма передвижения кранагде Zм = 2 –число механизмов передвижения;м = 0,9 – к.п.д. механизма передвижения.Потребная пусковая мощность электродвигателя механизма передвижения кранаКоэффициент фактической пусковой перегрузки электродвигателяПодбираем по Приложению 3 [1] асинхронный электродвигатель с фазным ротором МТF 112-6.Мощность электродвигателя – Nэл = 5,8 кВт.Частота вращения – nэл = 915 об/мин.Максимальный крутящий момент - М = 140 Н*м.Номинальный крутящий момент электродвигателяКоэффициент пусковой перегрузкиУсловие = 2,3 ф = 1,4 выполняется.Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП.Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного вала определим по формулеМр.м.б. = К1*К2*К3 *Мст.дв = 1,4*1,3*1*49 = 89 Н*мгде К1 = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;К2 = 1,3 – коэффициент условий работы;К3 = 1 – коэффициент углового смещения;Мст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.Подбираем типоразмер муфты МУВП.Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой – 125 Н*м.Диаметр тормозного шкива- 120 мм.Уточним время разгонагде - маховой момент механизма передвижения, приведенный к быстроходному валу.Ми – избыточный момент, создаваемый электродвигателем в период разгона механизма.Ми = Мср.п. – Мст.дв. = 96 – 61 = 35 Н*мгде Мср.п. – среднепусковой момент двигателяМср.п. = 1,6 * Мн = 1,6*60 = 96 Н*мгде iм – передаточное число механизмагде nк – частота вращения приводного колеса.Ускорение при разгоне3.5. Выбор редуктора для механизма передвиженияМеханизм передвижения состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической зубчатой передачи.Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачиiз.п. = 2,8Тогда передаточное число редуктора определим по формулеПринимаем iред = 16Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формулеМэ = Кд * Мст.т = 0,45 * 755 = 340 Н*мгде Мст.т. – статический крутящий момент на тихоходном валу редукторагде з.п. = 0,96 – к.п.д. открытой зубчатой передачи. Подбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-125-. [2]Передаточное число редуктора - iред. = 16.Крутящий момент на тихоходномвалу редуктора - Мт = Мн*Кд = 500*1,6 = 800 Н*мгде Кд = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работы 3М;Мн = 500 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.УсловиеМэ= 340 Н*м ≤ Мт = 800 Н*мвыполняется.3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения кранаОпределим максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места без учета массы груза.Wмакс = Wтр + Wу+ Wин =1,5 + 1,51 + 0,34 = 3,35 кНгдеWу = α*Qкр * g = 0,005*30,9 * 9,81 = 1,51кНОпределим силу сцепления колес с рельсамиWсц =Gсц * сц = 303 * 0,12 = 36 кНгде сц = 0,12 – коэффициент сцепления колес с рельсами;Gсц – сцепной вес крана.где Zв = 4 – число ведущих колес;Z = 8 – общее число колес.Определим запас сцепления приводных колес с рельсамиЗапас сцепления достаточен.Определим необходимый тормозной момент.Мт = Мизб – Мсопр.дв = 224 – 6,57 = 217,4 Н*мгде Мизб – избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения.где tт – время торможения.где jср = 0,45 м/с2 – среднее ускорение при торможении.Мсопр.дв – момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении.Подбираем тормоз для механизма передвижения из условияМт.н. МтПодбираем тормоз ТКТ-200.Диаметр тормозного шкива- 200 мм.Номинальный тормозной момент- Мт.н. = 160 Н*м.3.7. Размеры открытой зубчатой передачиРазмеры открытой зубчатой передачи механизма передвижения определяем из условия геометрической компоновки.Числа зубьев колес:- шестерня- z1 = 11;- колесо- z2 = 31;- паразитное колесо- z3 = 21.Модуль передачи- m = 10 мм;Делительные диаметры колес:- шестерня- d1 = m * z1 = 10 * 11 = 110 мм;- колесо- d2 = m * z2 = 10 * 31 = 310 мм;- паразитное колесо- d3 = m * z3 = 10 * 21 = 210 мм.Литература1. Черкасов А.Н. Грузоподъемные машины. Учебное пособие. М.: РГОТУПС, 2001.2.Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций /Под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1987.3.Вансон А.А. Строительные краны. М.: Машиностроение, 1969.4.Невзоров Л.А. и др. Башенные краны. Учебник для профтехучилищ. М.: Высшая школа.1976.